某型商用車方向盤行車抖動控制與結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

林長波，許恩永，馮高山，展 新

（東風(fēng)柳州汽車有限公司，廣西 柳州545005）

方向盤作為汽車操縱系統(tǒng)輸入端和駕駛員直接接觸端，影響著汽車舒適性和駕駛員指令傳輸準(zhǔn)確性，這種振動形式會對駕駛者的操作和健康帶來不利影響，評估振動影響需要考慮到振動強度和頻率等因素[1]。振動問題通?？梢詮囊种普駝蛹?、改善振動傳遞路徑和優(yōu)化機械參數(shù)三個方面加以改進[2]。目前，諸多研究者主要集中與致力于解決方向盤怠速抖動問題。文獻(xiàn)[3]基于模態(tài)分析和振動測試等研究方向盤抖動的影響因素，通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化和輕量化設(shè)計進行振動控制。文獻(xiàn)[4-7]采用傳遞路徑分析查找方向盤抖動的原因，通過改變懸置系統(tǒng)固有頻率解決相應(yīng)問題，等等。本文針對某型商用車高速行車時出現(xiàn)方向盤抖動嚴(yán)重的問題，采用分析傳遞路徑、試驗排查和模態(tài)測試分析定位問題主要原因，提出解決方案和優(yōu)化改進措施，并通過試驗以及結(jié)合專家動態(tài)感知評價進行驗證。

1 問題描述

1.1 問題背景

用戶反映某型商用車在運營過程中行駛至70～90 km/h的速度時出現(xiàn)方向盤異常抖動現(xiàn)象，嚴(yán)重影響了汽車駕駛舒適性性和行駛安全性，該問題也引起了司機的不滿及客戶的抱怨，攸關(guān)品牌競爭力。為復(fù)現(xiàn)該問題，本文對廠內(nèi)多輛同類型車輛進行路面測試，發(fā)現(xiàn)在60～95 km/h車速內(nèi)都出現(xiàn)不同程度的方向盤左右（Y向）抖動問題，難以滿足客戶對舒適性的高要求。因此，查找該問題的關(guān)鍵原因和研究解決方案迫在眉睫。

1.2 相關(guān)測試

為深入分析問題，本文選擇其中一輛振動較為嚴(yán)重的問題車通過LMS Test.Lab系統(tǒng)進行道路振動測試實驗，通過三向加速度傳感器采集方向盤中心和3點方向的振動數(shù)據(jù)，如圖1所示。獲得抖動車速為70～95 km/h時，Y向（左右方向）振動幅值與車速的關(guān)系，如圖2所示。

圖1 傳感器布置圖

圖2 振動加速度與車速關(guān)系

由于方向盤抖動沒有公認(rèn)的定量評價標(biāo)準(zhǔn)，只能基于主觀評價判斷[8]，而司機對于方向盤的振動加速度極為敏感，因此采用振動加速度幅值來評價振動強度[9]。本文通過組織多位專家進行多次動態(tài)感知評審和多次相關(guān)測試，得出該型商用車方向盤Y向振動小于0.5 m/s2時手感覺不到振動，可定為舒適狀態(tài)，而大于1.5 m/s2時手感發(fā)麻，能見到方向盤左右晃動，且出現(xiàn)重影，定為不可接受狀態(tài)。由圖2測試結(jié)果可見，車速為90 km/h時達(dá)到最大值，且遠(yuǎn)超出客戶的可接受范圍。

2 原因分析與確定題描述

2.1 相關(guān)測試

由傳遞路徑分析可知，方向盤抖動激勵源主要來自發(fā)動機和路面，這些振動經(jīng)過發(fā)動機懸置、懸架和駕駛室懸置等隔振傳遞到方向盤，傳遞過程路徑復(fù)雜，涉及零部件較多，給故障排查帶來困難。

為查找原因，文章進行了以下試驗測試：1）原地空擋工況，發(fā)動機轉(zhuǎn)速從怠速開始，以50 r/min遞增，到3 000 r/min.通過測試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機空轉(zhuǎn)時方向盤抖動都在可接受范圍；2）行駛工況，無論掛擋還是空擋滑行，車速低于60 km/h或高于100 km/h，方向盤抖動減輕或者消除；3）掛擋將車速提高到100 km/h以上，進行空擋滑行，車速達(dá)到原故障車速時故障出現(xiàn)；4）分別掛7檔（次高檔）和8檔（最高檔），加速到故障車速時故障出現(xiàn)；5）將方向盤高度調(diào)整到最低位置時，方向盤發(fā)生抖動時車速升高。如原車故障車速為80 km/h，方向盤高度調(diào)整到最低位置后故障車速變?yōu)?0 km/h.

從上面測試可見方向盤抖動故障與車速相關(guān)，與發(fā)動機轉(zhuǎn)速和傳動軸轉(zhuǎn)速無關(guān)。經(jīng)排查可知，導(dǎo)致問題出現(xiàn)的可能原因有：1）底盤傳動系統(tǒng)各零部件質(zhì)量不合格，導(dǎo)致振動激勵過大；2）懸架隔振性能不足，不能有效衰減來自路面的激振力；3）駕駛室懸置隔振性能不足，不能有效衰減來自底盤的激振力；4）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率偏低，與來自底盤的激勵頻率耦合。

2.2 故障定位

對上述可能因素進行測試和分析，定位故障的主要原因。

（1）底盤傳動系統(tǒng)零部件質(zhì)量不合格，振動過大

對問題車的鋼圈、輪胎跳動量測量，發(fā)現(xiàn)右前輪胎的跳動量異常（徑向：3.64 mm、端面：3.10 mm），鋼圈失圓，更換汽車鋼圈并全部做車輪動平衡，將備胎與右前輪對調(diào)后試車，方向盤依然存在抖動異常。

（2）懸架隔振性能不足

對問題車前橋隔振率進行測試，在90 km/h的隔振率為44.8%.將汽車前鋼板彈簧抽掉第三片后再次進行試驗，汽車在90 km/h的隔振率為54.1%.隨著懸架剛度降低，隔振率提高，但故障情況仍然沒有得到解決。

（3）駕駛室懸置隔振性能不足

該測試問題車采用的是半浮駕駛室懸置，將前懸置由原來的橡膠減振更換成螺旋彈簧減振方式，即駕駛室懸置由半浮改成全浮結(jié)構(gòu)，提升駕駛室懸置隔振性能。經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)，方向盤抖動現(xiàn)象有所減輕，在90 km/h的振動幅值仍為1.32 m/s2，遠(yuǎn)達(dá)不到用戶能夠接受的程度。

（4）傳動系統(tǒng)固有頻率偏低，與來自底盤的激勵頻率耦合

對該問題車進行詳細(xì)道路振動試驗，獲取Y向振動頻率與車速關(guān)系的瀑布圖，如圖3所示。從圖中可見抖動車速為70～95 km/h，抖動頻率約為12.5～17 Hz，頻率階次明顯。

圖3 方向盤Y向振動瀑布圖

根據(jù)該測試車輛的相關(guān)參數(shù)，計算出8檔時抖動發(fā)生車速的相關(guān)頻率如表1所示。結(jié)合振動瀑布圖和相關(guān)激勵頻率可見，90 km/h車速附近振動最大時，該頻率對應(yīng)的是車輪轉(zhuǎn)頻的2階旋轉(zhuǎn)頻率。由以上分析可知，該車型高速行車方向盤抖動的主要激勵源來自輪胎。

表1 汽車8檔相關(guān)激勵頻率

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析

對該問題車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在約束狀態(tài)下進行模態(tài)分析，得出其固有頻率及振型，并通過測試進行模態(tài)驗證。

3.1 有限元模態(tài)分析

本文根據(jù)該車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的參數(shù)建立其三維模型，并將模型導(dǎo)入HyperMesh軟件中進行網(wǎng)格劃分，各零部件之間均按實際情況進行連接，并設(shè)置邊界和約束條件，在OptiStruct中采用Lanczos方法進行模態(tài)分析[10]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一階振型為方向盤沿Y向左右晃動，如圖4所示，從圖中可見該振型的頻率為16 Hz.結(jié)合圖4和表1可見，該頻率與900 r/min車速下的車輪轉(zhuǎn)頻的二階頻率相重合。

圖4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第一階模態(tài)振型（16Hz）

3.2 試驗?zāi)B(tài)分析

在有限元建模過程中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型的簡化將導(dǎo)致模型與實際結(jié)構(gòu)存在偏差。因此有必要對實車約束狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)做模態(tài)測試，驗證模型的準(zhǔn)確性。本文采用錘擊法測試轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的測點加速度響應(yīng)，并提取系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)[11]。方向盤測點布置。

如圖5中（a）所示，力錘分別在轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向管柱上進行激振，測試結(jié)果如圖5中（b）中所示。從圖中可見，方向盤Y向抖動的頻率相應(yīng)為15.4 Hz，與仿真結(jié)果相吻合，與輪胎二階頻率相接近經(jīng)上述測試分析，可確定該商用車高速行車方向盤抖動是由轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率與輪胎二階旋轉(zhuǎn)激勵頻率耦合發(fā)生共振所致。

圖5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)測點布置和測試響應(yīng)

4 改進方案與驗證

解決共振最好的辦法就是錯開固有頻率和激勵頻率。多自由度系統(tǒng)方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，{F}為激勵力向量。

系統(tǒng)模態(tài)是系統(tǒng)的固有特性，與外部條件無關(guān)，同時考慮到阻尼對振型和固有頻率影響較小，將振動方程進行如下簡化：

設(shè)解為：{x}={φ}eiωx，從而可得到特征方程為：從特征方程可知，提升系統(tǒng)固有頻率最直接有效的方式是減小系統(tǒng)質(zhì)量或提升系統(tǒng)剛度。目前，該車型方向盤已經(jīng)做過輕量化處理，改進空間有限。下面尋求通過提升轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛度的途徑加以解決。

4.1 提高轉(zhuǎn)向柱剛度

該測試樣車轉(zhuǎn)向柱為焊接件，剛度較低。為提升轉(zhuǎn)向柱剛度，將測試樣車轉(zhuǎn)向柱更換為鑄造結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向柱，雖然這樣提升了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，但由于鑄件質(zhì)量有所增加，固有頻率降低，經(jīng)測試1階模態(tài)頻率由原來的15.4 Hz降到14.5 Hz，實車測試發(fā)現(xiàn)方向盤抖動現(xiàn)象加劇，且抖動車速降低了約5 km/h.因此，該方案不可行。

4.2 提高轉(zhuǎn)向柱支架剛度

在轉(zhuǎn)向柱支架兩邊各增加一個支架作為加強筋，以提高其剛度，如圖6中（a）所示[12]。經(jīng)模態(tài)分析得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1階模態(tài)提高到了19.2 Hz，在原來的基礎(chǔ)上提升了19.3%，如圖6中（b）所示。通過實車測試發(fā)現(xiàn)方向盤抖動現(xiàn)象消失，問題得以徹底解決。

圖6 增加加強筋后結(jié)構(gòu)示意圖及模態(tài)測試（19.2Hz）

4.3 轉(zhuǎn)向柱支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過增加雙支架雖解決了高速行車方向盤抖動問題，但每個支架上需多安裝四顆螺釘，影響美觀，不宜在量產(chǎn)車型上使用。

本文基于結(jié)構(gòu)分析，對支架結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化和改進，在支架中間槽中增加隔板，且加寬右側(cè)加強筋，如圖7中（a）所示。將優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向柱支架安裝到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并進行模態(tài)測試，一階固有頻率提高到22.2 Hz，提升了37.9%，如圖7中（b）所示。將優(yōu)化后的支架進行試制和實車試驗，行駛至方向盤抖動車速，抖動消失，抖動問題得以解決。

圖7 優(yōu)化的結(jié)構(gòu)對比及優(yōu)化模態(tài)測試

5 結(jié)束語

針對汽車高速行車方向盤抖動問題，文章通過傳遞路徑分析、試驗排查結(jié)合模態(tài)測試方法定位并找到方向盤行車振動的根本原因?；谀B(tài)分析和共振理論提出增加轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛度的改進方案，并通過優(yōu)化支架結(jié)構(gòu)提升剛度，改變系統(tǒng)固有頻率，避開頻率共振區(qū)。最后通過仿真和試驗驗證，結(jié)果表明完全滿足改進目標(biāo)，解決了方向盤行車抖動問題，提高駕駛舒適性和行車安全性，從而為此類問題提供工程參考。

參考文獻(xiàn)：

[1]Goglia V，Gospodari Z，Kosuti S，et al.Hand-transmitted vibration from the steering wheel to drivers of a small fourwheel drive tractor.[J].Applied Ergonomics，2003，34（1）：45-49.

[2]Shen Y，Chu B，Liu D C，et al.Optimization of Steering System of Forklift Vehicle for Idle Performance[J].Mathemati cal Problems in Engineering，2015（4）：1-9.

[3]趙衛(wèi)艷，谷雪松.重型卡車怠速方向盤抖動機理研究[J].汽車實用技術(shù)，2017（6）：155-157.

[4]方德廣，祖慶華.輕型客方向盤怠速抖動問題的傳遞路徑分析[J].機械設(shè)計與制造，2016（3）：61-64.

[5]Li S，Guo Q，Zong L，et al.Application of multiple-refer ences transfer path analysis on the vibration at steering wheel under road excitation[C]//Transportation Electrification Asia-Pacific IEEE Conference and Expo，2014：1-5.

[6]侯鎖軍，史文庫，毛 陽.應(yīng)用傳遞路徑分析方法對方向盤抖動貢獻(xiàn)量的研究[J].西安交通大學(xué)學(xué)報，2013，47（3）：132-136.

[7]宋海生.基于擴展OPAX傳遞路徑分析方法的輕型客車振動控制研究[D].長春：吉林大學(xué)，2012.

[8]趙紅飛，丁曉明，呂俊成.某微型車方向盤抖動控制策略[J].汽車工程師，2014（9）：19-21.

[9]Ge X，Jin Y，Zhu C.Analysis and optimization of forklift truck steering wheel idle vibration[J].Journal of Advanced Mechanical Design Systems&Manufacturing，2015，9（3）：23-28.

[10]Xiang TM，Zhou ST，Yi L.Free Modal Analysis for Spiral Bevel Gear Wheel Based on the Lanczos Method[J].Open Mechanical Engineering Journal，2015（9）：637-645.

[11]Sun L，Chen N，Zhao Z.Experimental Modal and Dynamic Performances Analysis of Car’s Body-in-white[J].Journal of Residuals Science&Technology，2016，13（8）：1-4.

[12]Do H，Park S，Kang J.Study of Parameters for Resonance Avoidance of Steering Wheel[J].Transactions of the Korean Society for Noise&Vibration Engineering，2017，27（5）：573-580.